Расчет и проектирование привода лебедки

Министерство сельского хозяйства и продовольствия Республики Беларусь УО «Белорусская государственная сельскохозяйственная академия»

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по «Деталям машин и основам конструирования»

Тема: Расчет и проектирование привода лебедки Выполнил:

студент гр.

специальность Проверил:

1. Кинематический и силовой расчет

2. Расчет косозубой передачи

3. Расчет шевронной передачи

4. Расчет валов редуктора

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

6. Подбор и проверочный расчет шпонок

7. Определение конструктивных размеров зубчатой передачи

8. Определение конструктивных размеров корпуса

9. Определение конструктивных размеров крышек подшипников

10. Выбор масла, смазочных устройств

16. Выбор и проверочный расчет муфт

17. Сборка редуктора

18. Техника безопасности

В создании материально-технической базы значительная роль отводится подъемно-транспортному машиностроению, перед которым поставлена задача широкого внедрения во всех областях народного хозяйства комплексной механизации и автоматизации производственных процессов, ликвидации ручных погрузочно-разгрузочных работ и исключения тяжелого ручного труда при выполнении основных и вспомогательных производственных операций. Современные поточные технологические и автоматизированные линии, межцеховой и внутрицеховой транспорт, погрузочно-разгрузочные операции органически связаны с применением разнообразных грузоподъемных машин и механизмов, обеспечивающих непрерывность и ритмичность производственных процессов.

Правильный выбор грузоподъемного оборудования является основным фактором нормальной работы и высокой эффективности производства. Нельзя обеспечить устойчивый ритм производства на современной ступени его интенсификации без согласованной и безотказной работы современных средств механизации внутрицехового и межцехового транспортирования сырья, полуфабрикатов и готовой продукции на всех стадиях обработки и складирования. Успешно осуществляется переход от применения отдельных видов подъемно-транспортной техники к внедрению высокопроизводительных комплексов. Создаются принципиально новые системы грузоподъемных машин для комплексной механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных, транспортных и складских работ. Современные высокопроизводительные грузоподъемные машины, имеющие высокие скорости и большую грузоподъемность, появились в результате постепенного совершенствования машин в течение долгого времени.

В грузоподъемных машинах применяют электропривод с двигателями постоянного и переменного тока. Основным преимуществом двигателей постоянного тока является возможность регулирования скорости в широких пределах и получения механических характеристик, наиболее полно удовлетворяющих требованиям, предъявляемым к работе грузоподъемных машин. Кроме того, двигатели постоянного тока обладают большей перегрузочной способностью и более напряженным режимом работы.

Электропривод с двигателем переменного тока по сравнению с приводом постоянного тока обладает более низкой стоимостью и меньшими затратами при эксплуатации, вследствие более простой и надежной конструкции. Кроме того, электродвигатели переменного тока получают электроэнергию непосредственно из сети, а для электродвигателей постоянного тока требуются индивидуальные или цеховые преобразовательные устройства.

Примерный вид привода лебедки приведен на рис.1

Рис. 1 Примерная схема привода лебедки где: 1-двухступенчатый редуктор, 2-электродвигатель, 3-ограничитель подъема.

Кинематическая схема заданного привода лебедки приведена на рис. 2.

Вращение привода передается от вала электродвигателя 1 к выходной муфте 4 через входную муфту 2 и двухступенчатый редуктор 3.

Рис. 2 Кинематическая схема привода лебедки.

1. Кинематический и силовой расчет

Исходные данные:

— вращающий момент на выходном валу Т₃=1260Нм;

— угловая скорость выходного вала щ₃=4с^-1;

Определяем мощность на выходном валу Р₃= Т₃х щ₃=1260×4=5040Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода з_общ=з_кп з_шп з_м з_п (1.1)

где [1, с. 5, табл.1.1]: з_кп=0,97- КПД косозубой передачи;

з_шп=0,97 — КПД шевронной передачи;

з_м=0,98² — потери в муфтах;

з_п=0,99³— коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 3-х валов.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:

з_общ.=0,97*0,97*0,98²*0,99³=0,877

Определяем мощность, необходимую на входе [1,с.4]

Р_тр=Р₃/з_общ. (1.2)

где Р_тр — требуемая мощность двигателя:

Р_тр=5,04/0,877=5,75кВт Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1, П2]

Пробуем двигатель 4А132М6У3:

Р_дв.=7,5кВт;

n_с=1000об/мин;

S=1,3%

d_дв.=38мм.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:

n_ном=n_c· (1-S); n_ном=1000· (1−0,013);

n_ном=870 об/мин По формуле (2.4) определяем угловую скорость вала двигателя щ_дв=рn_дв/30=р*870/30=91,1рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=щ_дв./щ₃=91,¼=22,8

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ.=U₁· U₂; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.1.2]:

U₁=5;

тогда

U₂= U_общ./U₁;

U₂=4,56, что входит в рекомендуемые пределы Принимаем U₂=4,5.

Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (2.3):

U_общ.=5×4,5=22,5

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А136М6 с d_вых=38мм.

Угловые скорости определяем по формуле щ=рn/30 (1.4)

По схеме привода (рис.2) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n₁= n_дв

n₂= n_дв/U₁=870/5=174об/мин;

щ₂=рn₂/30=р*174/30=18,2 рад/с;

n₃= n₂/U₂=174/4,5=38,7 об/мин;

щ₃=рn₃/30=р*38,7/30=4 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода Р₁=Р_дв з_м=7,5*0,98=7,35 кВт;

Р₂=Р₁ з_кп з_п=7,35*0,97*0,99²=7,06 кВт;

Р₃=Р₂ з_шп з_п =7,06*0,97*0,99=6,78 кВт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

(Нм) (1.5)

;

;

;

.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Параметры кинематического расчета Таблица 1

2. Расчет косозубой передачи

2.1 Исходные данные

Мощность на валу шестерни и колеса Р₁=7,35 кВт Р₂=7,06 кВт Вращающий момент на шестерне и колесе Т₁=80,7 Нм Т₂=388 Нм Передаточное число U=5

Частота вращения шестерни и колеса n₁=870 об/мин

n₂=174 об/мин Угловая скорость вращения шестерни и колеса щ₁=91,1 рад/с щ₃=18,2 рад/с Угол наклона зубьев в₁=13?

Расположение колес относительно опор симметричное.

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:

шестерня — сталь 40Х, термообработка — улучшение 270НВ, колесо — сталь 40Х, термообработка — улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:

(2.1)

где у_Hlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL — коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H] =1,1.

Определяем у_Hlimb по табл.3.2 [1,c.34]:

у_Hlimb =2НВ+70; (2.2)

у_Hlimb1 =2270+70; у_Hlimb1 =610МПа;

у_Hlimb2 =2250+70; у_Hlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (3.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:

(2.3)

;

МПа.

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:

(2.4)

де К_а — числовой коэффициент;

К_Hв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

— коэффициент ширины;

Т₂ — вращающий момент на колесе

Выбираем коэффициенты:

К_а =43 [1,c.32];

К_Hв =1,1 [1,c.32,табл.3.1];

=0,315 назначаем по ГОСТ 2185–66 с учетом рекомендаций [1,c.36];

Т₂=388Нм.

Подставив значения в формулу (3.4) получим:

; мм;

Принимаем окончательно по ГОСТ 2185–66 [1,c.36]

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

(2.5)

;

;

Принимаем по ГОСТ 9563–60 модуль m_n=2,0 мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

(2.6)

Так как в=13є (в=8є…12є), тогда cosв=0,974

; ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:

;

; ;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:

(2.8)

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

(2.9)

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам:

; ;

;; (2.10)

; (2.11)

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

; мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ш_ba<0,4)

;

; ;

0,315>0,223

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес — 8 В [1,c.32].

Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]

(2.12)

где К_Н — коэффициент нагрузки:

К_Н =К_НЬ К_Нв К_Н;

К_НЬ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

К_Нв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

К_Н — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Уточняем коэффициент нагрузки К_НЬ =1,01; [1,c.39, табл.3.4]

К_Н =1; [1,c.40, табл.3.6]

;; ,

тогда К_Нв =1,09; [1,c.39, табл.3.7]

К_Н =1,011,091; К_Н =1,1.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

;

МПа.

Определяем ?у_Н

;

; недогрузки, что допускается.

Определяем силы в зацеплении

— окружная

; (2.13)

; Н;

— радиальная

; (2.14)

; Н;

— осевую

; (2.15)

; Н.

Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

Таблица 2. Параметры закрытой зубчатой передачи

3. Расчет шевронной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу шестерни и колеса Р₁=7,06 кВт Р₁=6,78 кВт Вращающий момент на шестерне и колесе Т₁=388 Нм Т₂=1964 Нм Передаточное число U=4,5

Частота вращения шестерни и колеса n₁=174 об/мин

n₂=38,7 об/мин Угловая скорость вращения шестерни и колеса щ₁=18,2 рад/с щ₃=4 рад/с Угол наклона зубьев в=45?

Расположение колес относительно опор симметричное.

Материал зубчатых колес сталь 45 с термообработкой — улучшение; для колеса твердость 235…262 НВ₂ (248 НВ_2ср), _Т = 540 Н/мм², наибольшая толщина сечения заготовки; для шестерни 269…302 НВ₁ (285 НВ_1ср), _Т = 650 Н/мм², при диаметре заготовки шестерни .

При этом обеспечивается прирабатываемость зубьев: .

Интерполированием, т. е. находим промежуточные значения функции по известным ее частным значениям, [1,табл.4.15] находим число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:

для колеса — N_HO2 = 16,210⁶,

для шестерни — N_HO1 = 22,510⁶ .

Рекомендуется N_F0 = 410⁶ — наработка.

Находим число циклов нагружения зубьев (колеса и шестерни) за весь срок службы:

;

;

;

;

где — ресурс (срок службы) передачи, примерно три года при двухсменной работе.

Принимаем значения коэффициентов:

K_HL = 1, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи,

K_FL = 1, учитывает долговечность работы.

Определяем допускаемые контактные напряжения []_HO и напряжения изгиба []_FO, соответствующие числу циклов напряжений N_HO и N_FO [3, табл. 4.6] для материалов зубьев колеса и шестерни:

;

;

;

;

;

;

Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи:

;

;

;

;

;

;

Чтобы рассчитать межосевое расстояние, принимаем расчетные коэффициенты: — коэффициент ширины венца [1,табл. 4.6], , — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (табл. 4.18; 4.20).

Тогда межосевое расстояние передачи равно:

где К_а =43 — числовой коэффициент для шевронной передачи;

Т₂=232Нм.

Подставив значения в формулу (5.1) получим:

; мм;

Принимаем окончательно по ГОСТ 2185–66 [1,c.36]

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

;

;

Принимаем по ГОСТ 9563–60 модуль m_n=4,0 мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле:

в=45є, тогда cosв=0,707

; ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам [1,c.37]:

;

;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.11):

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам (2.10)

; ;

;; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм; принимаем b₂=80мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

; мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ш_ba<0,4)

;

; ;

0,315>0,056

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

Принимаем для расчетов м/с.

Определяем силы в зацеплении

— окружная

;; Н;

— радиальная

;; Н;

— осевого усилия нет.

Принимаем 9-ую степень точности изготовления колес [1,табл.4.5].

Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: K_HV=1,2 (Н?350HB); К_FV=1,02 [1,табл. 4.13]. Принимаем коэффициенты формы зуба некорригированного зацепления: для шестерни z₁ = 16, Y_F1 = 4,4; а для колеса z₂ = 72, Y_F2 = 3,61. Проверяем зубья колеса по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба:

Расчетное контактное напряжение:

;

;

Определяем ?у_Н

;

; недогрузки, что допускается.

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни:

;

;

;

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается Все вычисленные параметры заносим в табл.3.

Параметры закрытой шевронной передачи Таблица 3

4. Расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия:

F_a1= F_a2= F_a1;

F_t1= F_t2= F_t1;

F_r1= F_r2= F_r1;

F_t3= F_t4= F_t2;

F_r3= F_r4= F_r2.

Схема усилий приведена на рис. 3.

Так как на валу промежуточного вала находится 3 зубчатых колеса, этот вал будет определяющим для внутренней ширины корпуса редуктора и расчет валов начнем с него.

4.1 Расчет промежуточного вала

Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:

Схема усилий действующих на валы редуктора

F_a1= F_a2= F_a1=251Нм;

F_t1= F_t2 =F_t1= 2906Нм;

F_r1= F_r2= F_r1= 1086Нм;

F_t3= F_t4= F_t2=9592Нм;

F_r3= F_r4= F_r2=4938Нм;

Нм;

Нм.

Рис. 4 Схема усилий, действующих на валы редуктора

d1=53мм;

d2=267мм;

d3=90,5 мм;

Т₁=81Н;

Т₂=388Н;

Т₂=388Н;

b₁=54мм;

b₂=50мм;

b₃=82мм;

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4]

у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под подшипником из расчёта на чистое кручение где [ф_к]=(10…20)Мпа [1,c.161]

Принимаем [ф_к]=30Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а40:

мм.

Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала редуктора (рис.4), уменьшая диаметр ступеней вала на 5…6мм

Рис. 5 Приближенная конструкция промежуточного вала

d_в=52мм;

Lст1=в₁=54мм;

Lст3=в₃=82мм;

х=8мм;

W=50мм;

r=2,5 мм;

f=1,2 мм;

d_ст= d_в-3f=48мм;

d_п? d_ст-3r=40мм;

l=2Lст1+Lст3+4х+W=326мм.

Так как осевые силы от двух косозубых колес взаимно компенсируются, их можно не учитывать в расчетах, поэтому предварительно назначаем предварительно подшипники шариковые радиальнные однорядные средней серии по мм подшипник № 308, у которого D_п=90мм; В_п=23мм [1,c.394, табл. П3].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а=[Fad/2]:

m_а=251· 26 710^-3/2;

m_а=33,5Нм².

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Fу=0

-R_Ку· 0,272-F_t1·0,0,06+F_t3?0,06+ m_а -F_t1· 0,212=0

R_Кy=(4938· 0,06−1086?0,212−1086?0,0,06)/ 0,272;

R_Кy==60Н

Учитывая симметричность нагрузок:

R_Fy =60Н Назначаем характерные точки 1, 2, 3, 4 и 5 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_{2у(слева)}=-R_Fy· 0,06;

М_{2у (слева)}=-3,5

М_{2у(справа)}= М_2у -m_а;

М_2у=-37;

М_3у=-F_r3· 0,076;

М_3у=-412,5Нм²;

М_{4у(слева)}= М_{2у(справа)} =-37;

М_{4у(справа)}= М_{2у (слева)}=-3,5;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.6)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

1m_Fх=0

R_Кх· 0,272-F_r1·0,0,06- m_а+F_r3?0,06+ m_а -F_r1· 0,212=0

R_Кх=(-4938· 0,06+1086?0,212+1086?0,06)/ 0,272;

R_Кх==34,5Н

Рис. 6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Учитывая симметричность нагрузок: R_Fх =34,5Н Назначаем характерные точки 1, 2, 3, 4 и 5 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у=-Т₂/2;

М_3у=-F_r3· 0,076;

М_3у=-194Нм²;

М_4у=-Т_2;

М_4у=-388;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.6)

Крутящий момент Т₁₋₁=0;

Т₂₋₂=-T₂/2=-194Нм²;

Т_{3−3(слева)}=-T₂/2=-194Нм²;

Т_{3−3(справа)}=T₂/2=194Нм²;

Т₄₋₄=T₂/2=194Нм²;

Т₅₋₅=0.

В соответствии с рис. 6 наиболее опасным является сечение 3−3, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

М_3х= 388Нм²;

М_3у=412,5Нм²;

Т₃₋₃=388Нм²;

d=52мм;

в=16мм — ширина шпонки,

t=6мм — глубина шпоночного паза,

l=45мм — длина шпонки.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по отнулевому циклу.

Определяем результирующий изгибающий момент:

Нм².

Эквивалентный момент:

Нм².

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [у_-1]_и=60МПа:

мм.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба:

у_и=М_и/W;

где W — момент сопротивлению изгибу. По [1,табл.22.1]:

мм³

у_и=627 000/7611=53,7Н/мм².

При симметричном цикле его амплитуда равна:

у_а= у_и =53,7Н/мм².

Определяем напряжения кручения:

ф_к=Т₃₋₃/W_к;

где W_к — момент сопротивлению кручению. По [1,табл.22.1]:

мм³

ф_к=338 000/16557=13,2Н/мм².

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

ф_а= ф_к /2=13,2/2=6,6 Н/мм².

Согласно примечанию к табл. 0.2 в расчет принимаем концентрацию напряжений от посадки зубчатого колеса, для которой по табл.0.5 (интерполируя) К_у/К_н=3,9; К_ф/К_d=2,8.

По табл. 0.3…0.4 [3]: К_F=1,0 — для шлифованной посадочной поверхности; К_н=1,0 — поверхность вала не упрочняется.

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:

(К_у)_D=(К_у/К_н+ К_F-1)/ К_н=(3,9+1−1)/1=3,9;

(К_ф)_D=(К_ф/К_н+ К_F-1)/ К_н=(2,8+1−1)/1=2,8.

Определяем пределы выносливости вала:

(у_-1)_D=у_-1/(К_у)_D=370/3,9=94,9 Н/мм²;

(ф_-1)_D=ф_-1/(К_ф)_D=200/2,8=71,4 Н/мм².

Определяем коэффициенты запаса прочности:

s_у=(у_-1)_D/ у_а=94,9/53,7=1,8;

s_ф=(ф_-1)_D/ ф_а=71,4/6,6=10,8.

Определяем расчетный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Сопротивление усталости вала в сечении 3−3 обеспечивается, расчет вала на жесткость не проводим.

4.3 Расчет ведомого вала редуктора

Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.3

F_t4= 9592Н;

F_r4=4938Н;

d4=267мм;

Т₄=1964Н;

b₄=82мм;

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение где [ф_к]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [ф_к]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а40:

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10 мм.

Рис. 7 Приближенная конструкция ведомого вала мм;

мм — диаметр под уплотнение;

мм — диаметр под подшипник;

мм — диаметр под колесо;

мм — диаметр буртика.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник № 318, у которого D_п=190мм; В_п=43мм [1,c.394, табл. П3].

Из расчета промежуточного вала принимаем l=326мм, остальные размеры:

W=65мм;

l_м=105мм (длина полумуфты МУВП на момент 2000Нм;

l₁=35мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=163мм;

с=W/2+ l₁+ l_м/2=170мм — расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет ведомого вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

— R_Еy· 0,326+F_r4·0,163=0

R_Еy= 4938· 0,163/ 0,326;

R_Еy= R_Сy=2469Н

Рис.7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала

Назначаем характерные точки 1,2 и 3 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у= -R_Сy· 0,168;

М_2у =-400Нм²;

М_3у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм² (рис.8)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1m_Ех=0;

-R_Сх· 0,336+ F_t· a=0;

R_Сх=(5540?0,476+9592?0,168)/0,11;

R_Сх=38 622Н

2m_Сх=0;

-R_Ех· 0,336+F_t·0,168+F_М2·0,140= 0;

R_Ех=(95 920,0,168+55 400,14)/0,336;

R_Ех=7104Н Назначаем характерные точки 1,2,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0;

М_2х= - F_М2· 0,14

М_2х=-7104· 0,14;

М_2х=994Нм;

М_3х=-R_Сх · 0,168;

М_3х=38 622· 0,168;

М_3х=6488Нм М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент Т₁₋₁= Т₂₋₂= Т₃₋₃= T₁=1964Нм;

T₄₋₄=0.

Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.3

F_t1= 2906Н;

F_r1=1086Н;

F_а1=250,7Н;

d₁=267мм;

Т₁=80,7Н;

b₁=54мм;

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение где [ф_к]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [ф_к]=20Мпа.

; мм.

Диаметр выходного конца двигателя по произведенному расчету в п.1равен 38 мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а40:

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведущего вала редуктора (рис.9), с учетом того, что уже известны межосевые расстояния между подшипниками и между шестернями.

Рис. 9 Приближенная конструкция ведущего вала

d_в=32мм;

Lст1=в₁=54мм;

х=8мм;

W=50мм;

r=2,5 мм;

f=1,2 мм;

d_у=35мм-ближайшее большее стандартное значение диаметра под уплотнение

d_п? d_у принимаем ближайшее большее стандартное значение диаметра под подшипник dп =40мм;

d₃= d_п+2r=50мм;

Примем d_ст =d₁=50мм, облегчение прохода шестерни через диметр d₁ при сборке обеспечим заданием допуска d10(-0,08/-018) на размер d₁.

d_ст= d₃+5f=63мм;

l=2Lст1+Lст3+4х+W=326мм.

l_м =58мм — принимаем для муфты МУВП с диметрами отверстий 32 и 36 мм;

l₁=52мм — принимаем предварительно.

Так как осевые силы от двух косозубых колес взаимно компенсируются, их можно не учитывать в расчетах, поэтому предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по dп =40мм подшипник № 308, у которого D_п=90мм; В_п=23мм [1,c.394, табл. П3].

Производим расчет ведущего вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

R_By· 0,172-F_r·0,06-F_r·0,212 =0

R_By=1086· 0,384 /0,172;

R_By=2224Н

R_Аy = R_By=2224Н

Назначаем характерные точки 1,2,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у= R_Аy· а;

М_2у=2224· 0,06;

М_2у =133,5Нм;

М_3у= М_2у =133,5Нм;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.10)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1m_Ах=0;

F_М1· 0,327-R_Вх·0,272-F_t·0,06-F_t·0,212=0;

R_Вх=(2906(0,272+0,212)-718· 0,327)/0,272;

R_Вх1019Н

2m_Вх=0;

R_Ах· 0,272-F_t·0,212-F_t·0,06+F_М1·0,055= 0;

R_Ах=(2906(0,212+0,06)-718· 0,055)/0,272;

R_Ах395Н

Рис.10 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала

Назначаем характерные точки 1,2, 3, 4, 5 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0;

М_2х= -R_Ах· 0,06;

М_2х=-395· 0,06;

М_2х=-23,7Нм;

М_3х= -R_Бх· 0,06;

М_3х= -1019· 0,06=-61,1Нм;

М_4х=F_М1 · 0,055;

М_4х=-718· 0,055=-39,5Нм;

М_5х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент Т₁₋₁=0;

Т₁₋₁=T₁/2=80,7/2=40,35Нм;

Т₂₋₅= T₁=80,7Нм.

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.5.

Таблица 5. Параметры выбранных подшипников

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Определяем долговечность подшипников ведомого вала, имеющего наибольшую радиальную нагрузку.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

F_э=(ХVF_rА+YF_аА) KK_ф; [1,c.212];

где K — коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,3;

F_аА=0;

Х=1 для шариковых подшипников;

V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

K_ф — температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100єС) [1,c.214, табл.9.20];

F_э=1×1×4938×1,3×1=6,4кН

[1,c.211];

; ч.

Долговечность обеспечена.

6. Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по. Обозначения используемых размеров приведены на рис. 11.

Рис.11 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки ведущего вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=32 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78 bxh=10×8 мм² при t=5мм (рис.11).

При длине ступицы шкива l_ш=58 мм выбираем длину шпонки l=50мм.

Материал шпонки — сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(7.1)

где Т — передаваемый момент, Нмм; Т₁=80 700 Нмм.

l_р — рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р=l-b, мм;

[]_см — допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст. 3 ([]_см=110…190 Н/мм²) вычисляем:

Условие выполняется.

Для шестерен быстроходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14×9 мм² при t=5,5 мм, t₁=3,8 мм (рис.10).

При длине ступицы шестерни l_ш=54 мм выбираем длину шпонки l=45мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (10.1):

Проверим толщину тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис.12). Для изготовления шестерни отдельно от вала должно соблюдаться условие:

s?2,5m, где m — модуль зубчатой передачи.

Рис. 11 Схема для проверки возможности изготовления отдельной шестерни

s=[d_f — (d_к + 2t₁)]/2=[48 — (50+2×3,3)]/2=-8,6<0,

т.е. шестерню невозможно изготовить отдельно, необходимо изготовление вала-шестерни.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатых колес промежуточного вала при d=48 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14×9 мм² при t=5мм, t₁=3,3 мм (рис.10).

При длине ступицы шестерни l_ш=54 мм выбираем длину шпонки l=45мм. Т₂=388Нм=388 000Нмм. С учетом того, что на промежуточном валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([]_см=170…190 Н/мм²) вычисляем по формуле (7.1):

Для шевронной шестерни вала при d=52 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14×9 мм² при t=5мм, t₁=3,3 мм (рис.11).

При длине ступицы шестерни l_ш=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (10.1):

Условие выполняется.

Проверим толщину тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис.12). Для изготовления шестерни отдельно от вала должно соблюдаться условие:

s?2,5m, где m — модуль зубчатой передачи.

s=[d_f — (d_к + 2t₁)]/2=[80,5 — (52+2×5,5)]/2=11,5>10,

т.е. шестерню можно изготовить отдельно.

6.3 Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала

Передаваемый момент Т=1964Нм=1 964 000Нмм.

Для выходного конца ведомого вала при d=80 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=22×14 мм² при t=9мм.

При длине ступицы полумуфты l_М=105 мм выбираем длину шпонки l=100мм.

Для зубчатого колеса ведомого вала при d=82 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=25×14мм² при t=9мм.

При длине ступицы шестерни l_ш=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

С учетом того, что на ведомом валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([]_см=170…190 Н/мм²) вычисляем по формуле (7.1):

условие выполняется.

Таблица 6. Параметры шпонок и шпоночных соединений

7. Определение конструктивных размеров зубчатых передач

Так как зубчатые колеса имеют относительно небольшие диаметры, изготовление их планируем из круглого проката. Конструкцию колес принимаем стандартную, т. е. зубчатое колесо состоит из обода, диска и ступицы, а шестерня — из обода и ступицы. Определяем конструктивные размеры каждой из частей (см. рис.12).

Диаметр и ширина обода равны соответственно диаметру вершин зубьев и ширине зубчатого колеса.

Определяем толщину обода зубчатых колес:

S₁=2,2m + 0,05b₂=2,2×2 + 0,05×54=7,1 мм.

S₂=2,2m + 0,05b₂=2,2×5 + 0,05×82=15,1 мм.

Длины ступиц и внутренние диаметры определены ранее. Наружные диаметры ступиц определяем по формуле:

d_ст=1,55d;

d_ст1=1,55×48=62мм, d_ст2=1,55×52=81мм, d_ст3=1,55×95=147мм.

Рис. 12 Конструктивные размеры зубчатых колес Из ряда Rа40 линейных размеров (по ГОСТ 6636–69) выбираем d_ст1=63мм, d_ст2=85мм, d_ст3=150мм.

Определяем толщину дисков С? b /4.

С₁=54/4=13,5 мм. Принимаем С₁=15мм, С₂=82/4=20,5 мм. Принимаем С₂=21мм, Радиус R=2мм.

Размеры фасок обода и ступицы выбираем в зависимости от их диаметров 2,5…4мм Принимаем б=45є, г=0°

Все рассчитанные и выбранные значения сводим в табл.7.

Таблица 7. Конструктивные размеры зубчатых колес

8. Определение конструктивных размеров корпуса

Принимаем за основу разъемную конструкцию чугунного корпуса, приведенную на рис. 13.

Рис. 13 Конструкция корпуса редуктора Используя ориентировочные соотношения, определяем основные размеры корпуса.

Толщина стенки основания корпуса:

где Т₃ момент на тихоходном валу редуктора, Т₃ =1964Нм;

Принимаем д_кор=8мм.

Толщина стенки крышки корпуса д_кр=0,9д_кор=7мм.

Толщина ребра в основании д_реб=д_кор=8мм.

Толщина подъемного уха в основании д_у=2,5д_кр=18мм.

Диаметр подъемного уха d_у=20мм.

Диаметр стяжного болта:

Принимаем d_б=10мм.

Диаметр штифтов d_шт=(0,7…0,8)d_б=8мм.

Толщина фланца по разъему д_фл= d_б=10мм.

Диаметр фундаментного болта:

Принимаем d_ф=16мм.

Ширина фланца b_ф?1,5 d_ф=25мм.

Толщина лапы фундаментного болта д_ф=1,5 d_ф=24мм.

Высота центров редуктора Н_о=(1…1,12)а_w=250мм.

Расстояние между торцом шестерни (вдоль оси) и выступающими элементами внутренней части корпуса Д₁=0,8д_кор=6мм.

Расстояние между зубьями колеса в радиальном направлении и торцом фланца, днищем основания Д₂=1,2д_кор=10мм.

Диаметр горловин корпуса под подшипник (см. разрез Б-Б на рис.13):

D=1,25d_подш+10.

D₁=1,25×90+10=122,5 мм. Принимаем D₂=125мм.

D₂=1,25×190+10=247,5 мм. Принимаем D₂=250мм.

Дно корпуса делаем наклонным в сторону сливного отверстия. Угол уклона 1є.

Остальные размеры определяем по месту при разработке чертежа.

9. Определение конструктивных размеров крышек подшипников

Так как плоскость разъема корпуса проходит по осям валов крышки подшипников делаем закладными (рис.14).

Рис. 14 Конструкция крышек подшипников Определяем основные размеры крышек подшипников и заносим результаты в табл.8.

Таблица 8. Основные размеры крышек подшипников

Остальные размеры определяем конструктивно при построении чертежа.

10. Выбор масла, смазочных устройств

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину h_м (рис.15):

Рис. 15 Схема определения уровня масла в редукторе

h_{м max} 0.25d₂ = 0.25 166,67 = 42 мм;

h_{м min} = 2m = 22 = 4 мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5P_II = 0,55,335 = 2,7 л.

Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем, который ввинчивается в корпус редуктора при помощи резьбы. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.

Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:

где н₅₀ — рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50 °C;

н₁ =170мм²/с — рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;